Курсовая работа: Проектирование подъёмного механизма
Проверим размеры барабана по условиям:
В нашем случае варианты:
¾ не подходят.
Варианты:
¾ требуют дополнительного расчета на устойчивость.
Условие выполняется для трех барабанов.
11. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ БАРАБАНА
рад/с,
12. ВЫБОР И РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Выбираем редуктор с зубчатой полумуфтой на выходном валу, т.к уменьшается габариты механической передачи. Это редукторы Ц2 (завод ПТО им. Кирова) специальные крановые и Ц2У (Ижевский редукторный завод) универсальные общемашиностроительного применения.
Условие прочности:
,
где – действующая радиальная нагрузка. Полагаем, что наибольшее усилие от левой ветви каната, набегающей на барабан, действует на консоль выходного вала редуктора (рис. 2); Fy – допускаемая радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора. Выбираем редукторы Ц2, т.к они более легче.
Рассмотрим три редуктора:
КПД всех трех редукторов ¾ 0,96.
13. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО РЕДУКТОРА
,
Определим расчетное передаточное число редуктора и округлим его до номинального значения:
Вывод: вариант с кратностью 1 отвергаем, т.к требуется редуктор с передаточным числом много большим 50. На двухступенчатых имеем Umax=50, а трехступенчатые редукторы не рекомендуются.
14. ГРУЗОВОЙ МОМЕНТ НА БАРАБАНЕ
,
где – число полиспастов.
Получим: (Н м)
15. ПРОВЕРКА РЕДУКТОРА ПО ГРУЗОВОМУ МОМЕНТУ
Условие прочности редуктора:
,
где – грузовой момент на барабане; – допускаемый крутящий момент на валу редуктора. Проверяем каждый редуктор: Ц2-250, Ц2-300, Ц2-350 для кратности по условию с учетом ПВ 15%. Сведем результаты в таблицу
Вариант |
Редуктор: | ||||
тип | Uн | ||||
6.1-1 | 3920 | 5450 | 1,39 | 300 | 40 |
8.1-1 | 5800 | 1,48 | 300 | 31,5 | |
6.1-1 | 8500 | 2,17 | 350 | 40 | |
8.1-1 | 9500 | 2,42 | 350 | 31,5 | |
6.10 | 3530 | 5000 | 1,42 | 300 | 31,5 |
8.10 | 5800 | 1,64 | 300 | 25 | |
6.10 | 8250 | 2,34 | 350 | 31,5 | |
8.10 | 9500 | 2,69 | 350 | 25 | |
6.2-4 | 1984 | 3300 | 1,66 | 250 | 20 |
8.2-4 | 3500 | 1,76 | 250 | 12,5 | |
6.2-4 | 5000 | 2,52 | 300 | 20 | |
8.2-4 | 5000 | 2,52 | 300 | 12,5 | |
6.2-4 | 7300 | 3,68 | 350 | 20 | |
8.2-4 | 8000 | 4,03 | 350 | 12,5 |
16. ВЫБОР ТОРМОЗА
Статический момент на выходном валу редуктора при торможении
,
где - КПД механизма, который можно принять равным КПД редуктора; - номинальное передаточное число редуктора.
Вариант |
Tcpax , нм |
6.1-1 | |
8.1-1 | |
6.10 | |
8.10 | |
6.2-4 | |
8.2-4 | |
17. ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ, НА КОТОРЫЙ РЕГУЛИРУЮТ ТОРМОЗ
где - коэффициент запаса торможения.
Согласно (2) с.10 . При двух и более тормозах . Если имеем два и более приводов с двумя тормозами каждый, то . Тормоз выбирают по условию , где – максимальный тормозной момент по каталогу.
Тормозной момент ,
Вариант |
, нм |
Тормоз регулировать на момент, нм |
6.1-1 | ||
8.1-1 | ||
6.10 | ||
8.10 | ||
6.2-4 | ||
8.2-4 |
Для всех вариантов выбираем тормоз типа ТКГ-200 с тормозным моментом . Масса тормоза 38 кг.
18. КОМПОНОВКА МЕХАНИЗМА
Для сравнения металлоёмкости вариантов механизма подъёма заносят их характеристики в табл.5.
Таблица 5
Вариант | 1-1 (300) | 1-1 (350) | 10 (300) | 10 (350) | 2-4(250) | 2-4(300) | 2-4(350) | |||||||
Тип двигателя | 6 | 8 | 6 | 8 | 6 | 8 | 6 | 8 | 6 | 8 | 6 | 8 | 6 | 8 |
Масса редуктора | 138 | 210 | 138 | 210 | 86 | 138 | 210 | |||||||
масса двигателя | 115 | 195 | 115 | 195 | 115 | 195 | 115 | 195 | 115 | 195 | 115 | 195 | 115 | 195 |
масса тормоза | 38 | |||||||||||||
½ суммарной массы | 291 | 371 | 363 | 443 | 291 | 371 | 363 | 443 | 239 | 319 | 239 | 371 | 363 | 443 |
Очевидно, что применение восьми полюсного электродвигателя не рационально, поэтому исключаем эти варианты.
Необходимо, чтобы размер соседства электродвигателя и барабана удовлетворял условию
мм,
где – суммарное межосевое расстояние редуктора; – габаритный размер электродвигателя; размер от оси вращения барабана до наружного конца шпильки крепления каната, получен конструктивно из чертежа в стандарте. Если , то принимают редуктор с большим значением
Вариант |
А1, мм |
1-1.300 | |
1-1.350 | |
10.300 | |
10.350 | |
2-4.250 | |
2-4.300 | |
2-4.350 |
Для вариантов 1-1.300; 10.300; 2-4.250 и 2-4.300 условие соседства не выполняется. Исключаем эти варианты.
19. УСЛОВИЯ СОСЕДСТВА ТОРМОЗА И БАРАБАНА
Для возможности установки тормоза необходимо, чтобы размер соседства тормоза и барабана удовлетворял условию
мм
где – модуль зубчатого венца;– число зубьев венца по справочнику; – размер от
оси вращения барабана до крайней точки зубчатой ступицы, получен конструктивно из чертежа, – диаметр тормозного шкива; – размер от оси вращения тормозного шкива до наружней поверхности рычага тормоза, получен конструктивно.
Вариант |
, мм |
1-1.350 | |
10.350 | |
2-4.350 |
Все варианты проходят по размеру A2.
Таким образом, все варианты свелись к применению шестиполюсного электродвигателя, редуктора Ц2-350 и барабана диаметром 200 мм.
20. РАСЧЕТ КОЛЕИ ТЕЛЕЖКИ
Если диаметр барабана (200 мм) превышает диаметр делительной окружности зубчатого венца редуктора (240 мм) более, чем на 40%, т.е.
,
то барабан будет бесступенчатым. В нашем случае для всех вариантов неравенство не выполняется, значит барабаны будут иметь ступенчатый вид.
Вариант | |
1-1 | 200<1,4·6·40=336 |
10 | 200<1,4·6·40=336 |
2-4 | 200<1,4·6·40=336 |
Так как колея параллельна оси барабана, то ее ширина определяется по следующей формуле:
,
где ¾ межосевое расстояние редуктора;
¾ минимально допустимый зазор между двигателями.
Вариант с применением промежуточного вала отклоняется, т.к. он не значительно уменьшит колею, но серьезно увеличит длину тележки, что резко уменьшит полезную площадь обслуживания мостового крана.
ВЫВОДЫ
1. Для грузоподъемности 8,0 т кратность 2 и 3 неприемлема, т.к. диаметр барабана составляет менее 160 мм, а длина барабана более чем в 6 раз превышает его диаметр. Наиболее приемлем вариант с кратностью , т.к. в этом случае барабан имеет минимальную длину и наибольший диаметр.
2. Использование восьмиполюсных двигателей нецелесообразно в связи с увеличением массы двигателя по сравнению с шестиполюсными.
3. Наиболее приемлем вариант 6.1-1.350 (без промежуточного вала) с диаметром барабана 200 мм, т.к. он обеспечивает максимальную площадь обслуживания.
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ДВУХКОНСОЛЬНОЙ ТЕЛЕЖКИ
1. Тележка (рис.3) имеет опорные ходовые колеса 1 и 2. Ходовое колесо 1 приводится в движение при помощи электродвигателя 3 через редуктор 4. На металлоконструкции тележки 5 установлен механизм подъема 6.
Рис.3 Тележка двухконсольная
1.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЙ МАССЫ ТЕЛЕЖКИ.
На основании статистических данных массу тележки можно выразить зависимостью:
, (1)
где - масса груза.
Получим: кг
Вес тележки:
, (2)
Получим: H
Вес груза:
, (3)
Получим: H
Вес тележки с грузом:
H . (4)
1.2. ДАВЛЕНИЕ НА ХОДОВОЕ КОЛЕСО
Максимальная статическая нагрузка на ходовое колесо:
H, (5)
Определим диаметр ходового колеса ,мм
Подберём по таблице 1:
Таблица 1.
Несущая способность ходовых колёс
2-5 | 5-10 | 10-20 | 20-25 | 25-32 | 32-50 | 50-80 | 80-100 | >100 | |
200 250 |
320 400 |
400 500 |
500 560 630 |
630 710 |
710 800 |
800 900 1000 |
900 1000 |
1000 |
, (6)
Итак, выберем колесо, диаметром 200мм: диаметр внутреннего отверстия подшипника d=45мм. Значения и d принимают по ГОСТу 24.090.09-75, а значение (плечо трения качения) в этом случае равно 0,4мм по [4], с. 276 .
2. РАСЧЕТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ
Сила сопротивления передвижению тележки с грузом.
, (7)
где f – коэффициент трения качения подшипников буксы ( f=0,015) см. [4], с. 275 ;
=2,5 - коэффициент сопротивления реборды (), см. [4], с. 275 .
По формуле (7): H
3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Номинальная мощность электродвигателя механизма передвижения: Вт, (8)
Т.к. класс использования данной тележки М2 , то частота включений <60, поэтому выберем электродвигатель 4АС90LE6 со встроенным тормозом.
4АС90LE6: P = 1.7 кВт
n = 930 об/мин
= 37 Нм
= 33 Нм
= 0,0073 кг
= 16 Нм
m = 29 кг
Рассчитаем минимальный пусковой момент
4. ВЫБОР РЕДУКТОРА
Угловая скорость ходового колеса:
рад/с, (9)
Угловая скорость электродвигателя:
рад/с, (10)
Определим требуемое передаточное число:
, (11)
Принимаем навесной редуктор Ц3ВКф-125-16-11М. Диаметр быстроходного вала равен 28мм
= 16
= 500 Нм
КПД = 0,96
М = 80 кг
Нм.
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ ПРИВОДНЫХ КОЛЕС С РЕЛЬСОМ ПРИ ПУСКЕ
, (12)
где - сила сцепления приводных ходовых колес с рельсами;
- сила статического сопротивления передвижению тележки без груза и без учета трения в подшипниках приводных колес;
- сила динамического сопротивления передвижению тележки без груза;
- допускаемое значение коэффициента запаса сцепления (=1,15), [4].
При этом , (13)
где - коэффициент сцепления приводного ходового колеса с рельсом. Если исключено попадание влаги и масел, то ,[5] с.12.
- число приводных колес.
Имеем по формуле (15): H
Определим :
Н, (14)
Определим :
, (15)
где - максимально допустимое значение ускорения (замедления) тележки.
Принимая ,согласно [4], получим:
H
Таким образом, запас сцепления при пуске достаточен.
ЛИТЕРАТУРА
1. Расчёты крановых механизмов и их деталей / М.П. Александров, И.И. Ивашков, С.А. Казак; Под ред. Р.А. Лалаянца.- М.: ВНИИПТМаш, 1993.- Т. 1. - 187 с.
2. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъёмных кранов: Утв. Госгортехнадзором России 31.12.2000.- М., ПИО ОБТ, 2000.- 266 с.
3. Редукторы и мотор-редукторы: Каталог /АО ВНИИТЭМР, ИФК «Каталог».- М., 1994.- Ч. 1.- 75с.
4. Подъемно-транспортные машины / Александров М.П., - М.: Высшая школа,1979. 558с.
5. Расчет механизма подъема груза мостового крана: Методические указания к домашнему заданию и курсовому проектированию по курсу «Грузоподъемные машины».— М.: Ермоленко В.А. Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003.
6. Курсовое проектирование грузоподъёмных машин. Руденко Н.Ф. Александрав М.П. и Лысяков А.Г. изд.3—е , переработанное и дополненное. М., изд—во “Машиностроение”, 1971, 464стр.